Механизм вытяжного пресса



Содержание

 

 

1. Техническое задание……………………………………………………………………………………………………………………………………………………..2

2. Введение………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………5 3. Динамический анализ и синтез рычажного механизма………………………………………………………………………………..6 

3.1 Структурный  анализ механизма………………………………………………………………………………………………………………..6 

3.2 Построение  планов положения механизма…………………………………………………………………………………………..9

3.3 Построение  планов скоростей………………………………………………………………………………………………………………..10 

3.4 Расчет и  построение графика приведенного  момента сил……………………………………………………..11 

3.5 Построение  диаграммы работ сил движущих и сил сопротивления……………………………………13 

3.6 Построение  диаграммы разности работ сил движущих и сил сопротивления……………...13 

3.7 Расчет и  построение графика приведенного момента инерции рычажного механизма…………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………..13 

3.8 Построение  диаграммы энергомасс (кривой Виттенбауэра)…………………………………………………...14 

3.9 Определение  момента инерции маховика…………………………………………………………………………………………...15

4. Силовое исследование  механизма…………………………………………………………………………………………………………………………17 

4.1 Построение  плана механизма…………………………………………………………………………………………………………………...17 

4.2 Построение  плана скоростей………………………………………………………………………………………………………………….17 

4.3 Построение  плана ускорений…………………………………………………………………………………………………………………...18

4.4 Определение  реакций в кинематических парах…………………………………………………………………………….20 

4.5 Определение  уравновешивающего момента на кривошипе………………………………………………………22 

5. Синтез зубчатых  передач………………………………………………………………………………………………………………………………………..24 

5.1 Расчет планетарного  механизма…………………………………………………………………………………………………………..24 

5.2 Расчет внешнего эвольвентного зацепления………………………………………………………………………………..25

5.3 Построение картины эвольвентного зацепления………………………………………………………………………...26 

5.4 Определение качественных характеристик зубчатого зацепления………………………………….27 

6. Синтез кулачковых  механизмов……………………………………………………………………………………………………………………………29 

6.1 Построение  диаграммы движения толкателя…………………………………………………………………………………29

6.2 Определение  минимального радиуса кулачка………………………………………………………………………………….30

6.3 Построение  профиля кулачка…………………………………………………………………………………………………………………..31 

7. Литература……………………………………………………………………………………………………………………………………………………………………..33

 

 

1. Техническое задание

 

 

Механизм вытяжного  пресса.

Рисунок 1.1 Рычажный механизм перемещения ползуна с пуансоном

Рисунок 1.2 График изменения усилия вытяжки

 

Рисунок 1.3 Схема планетарной и простой ступеней редуктора

Рисунок 1.4 Схема кулачкового механизма выталкивания готовой детали

Рисунок 1.5 График изменения аналога ускорения коромысла кулачкового механизма

 

 

 

Исходные данные:

Размеры звеньев  рычажного механизма: lOA = 0,07 м; lAB = 2 = 0,23 м; lBC = 0,21 м; lCD = 2 = 0,30 м; lDF = 0,08 м; а = 0,11 м; b = 0,20 м; с = 0,29 м.

Частота вращения электродвигателя nдв = 1420 об/мин.

Частота вращения кривошипа 1 и кулачка n1 = nк = 70 об/мин.

Массы звеньев  рычажного механизма: m1 = 46 кг; m2 = 7 кг; m3 = 9 кг; m5 = 35 кг.

Момент инерции  кривошипа 1 ( с учетом приведенных  масс редуктора ) JS1 = 2,2 кг∙м2.

Моменты инерции  звеньев: JS2 = 0,05 кг∙м2; JS3 = 0,09 кг∙м2; JS4 = 0,11 кг∙м2.

Сила резания = 32 кН.

Коэффициент неравномерности вращения кривошипа σ = 1/6.

Модуль зубчатых колес планетарной ступени редуктора m1 = 3 мм.

Число сателлитов k = 3.

Числа зубьев колес простой передачи: za = 14; zb = 25.

Модуль зубчатых колес za , zb : m = 6 мм.

Длина коромысла кулачкового механизма l = 0,18 м.

Угловой ход коромысла ψмакс = 20°.

Отношение ускорений  коромысла а1 /а2 = 1,7.

Фазовые углы поворота кулачка: φп = φ0 = 55°; φВ.В. = 11°.

Допускаемый угол давления ϑдоп = 40°.

 Момент инерции коромысла Jк = 55 кг∙см2.

 

2. Введение

 

 

Теория механизмов – наука, изучающая строение, кинематику и динамику механизмов в связи с их анализом и синтезом. Проблемы теории механизмов могут быть разбиты на две группы. Первая группа проблем посвящена исследованию структурных, кинематических и динамических свойств механизмов, т.е. анализу механизмов. Вторая группа проблем посвящена проектированию механизмов с заданными структурными, кинематическими и динамическими свойствами для осуществления требуемых движений, т.е. синтезу механизмов.

Движение механизмов зависит от их строения и сил, на них действующих. Поэтому удобно при изложении теории механизмов проблемы анализа механизмов разбить  на две части:

а) структурный  и кинематический анализ;

б) динамический анализ механизмов.

Именно этому  и будет посвящен курсовой проект.

 

3. Динамический анализ и синтез рычажного механизма

 

 

Цель: Определить момент инерции маховика, обеспечивающий заданную неравномерность вращения кривошипа.

 

 

3.1 Структурный анализ рычажного механизма

 

 

Цель анализа: разобраться в строении механизма вытяжного пресса.

 

Рисунок 3.1.1 Рычажный механизм

 

Исследуемый механизм состоит из следующих звеньев:

0 – стойка;

1 – кривошип;

2 – шатун;

3 – коромысло;

4 – шатун;

5 – ползун.

Эти звенья образуют кинематические пары ( см. таблица 3.1.1 ).

 

Таблица 3.1.1

 

Образованные  кинематические пары

Обозначение кинематических пар

Низшие или  высшее кинематические пары

Класс кинематических пар

0-1

O

Низшие кинематические пары

Кинематические  пары V класса потому, что все они  одноподвижные.

1-2

A

2-3

B

3-0

C

3-4

D

4-5

F

5-0

F


 

 

Поскольку механик  плоский и оси кинематических пар параллельны, а на движение звеньев  накладываются три дополнительные ограничения, тогда степень подвижности  механизма можно определить по формуле  П.Л. Чебышева.

W – степень подвижности механизма;

n = 5 – число подвижных звеньев;

pV =7 – число кинематических пар V класса;

pIV = 0 – число кинематических пар IV класса.

Поскольку степень подвижности равна единице, то механизм имеет одно входное (ведущее) звено и был образован путем присоединение к начальному механизму групп с нулевой степенью подвижности, т.е. групп Ассура.

Разобьём механизм на начальный механизм и группы Ассура.

 

Рисунок 3.1.2  Начальный механизм I класса

Оставшуюся цепь разбиваем на группы Ассура.

 

Рисунок 3.1.3 Оставшаяся цепь

Группа Ассура II класса, диада ВВВ – первый вид.

 

Группа Ассура II класса, диада ВВП – третий вид.

Формула строения механизма:

Вывод: механизм в целом II класса.

 

 

3.2 Построение  планов положения механизма

 

 

Строим планы  положений механизма для 12-ти равностоящих положений ведущего звена – кривошипа. Для построения планов положений используем метод засечек. Из произвольно выбранной точки О проводим окружность радиусом, который равен длине кривошипа. Эта окружность - траектория точки А кривошипа. При этом масштабный коэффициент длин равен:

(м/мм),

где lOA - длина кривошипа по заданию, ОА - отрезок, изображающий его на чертеже, мм.

С учетом масштабного  коэффициента определим все размеры  механизма на чертеже, мм:

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм;

мм.

 

 

3.3 Построение  планов скоростей

 

 

Строим 13 планов скоростей.

Вычисляем модуль скорости пальца А кривошипа ОА:

,

где ω1 - угловая скорость кривошипа; lOA - длинна кривошипа.

(рад/с),

где n1 - частота вращения кривошипа 1 заданное по условию.

(м/с)

Из произвольно  выбранного полюса проводим отрезок pa = 60 (мм) изображающий в выбранном масштабе скорость токи А.

Масштабный коэффициент плана скоростей:

(м∙с -1/мм)

Для определения  скорости точки В через полюс  р проводим прямую, перпендикулярную звену ВС, через точку а проводим прямую перпендикулярную к звену ВА. Получаем точку b. Отрезок pb определяет скорость точки В.

 

 

Скорость точки D находится по теореме подобия:

Для определения  скорости точки F через полюс р  проводим прямую, параллельную траектории хода ползуна, а через точку d проводим прямую перпендикулярную звену DF. Получаем точку f. Отрезок pf определяет скорость точки F.

 

Находим скорость точки S2 и S3 по теореме подобия:

,

получаем отрезок ps2 который определяет скорость точки S2. Аналогично определяем скорость точки S3.

Строю план скоростей  для первого положения механизма:

Из полюса р  отлаживаю отрезок ра = 60 мм, который перпендикулярный к звену ОА из полюса провожу линию перпендикулярную к звену ВС, а из точки а перпендикуляр к звену АВ получаю точку пересечения b и отрезок pb = 49,4 мм. Из точки p, по направлению pb провожу отрезок

мм.

Из точки d перпендикулярно к FD провожу прямую до пересечения с прямой II x-x (выходящей из полюса) - получаем pf = 69,2 мм.

Определяем скорости:

м/с

м/с

м/с

Значения для 12-ти равностоящих положений занесем в таблицу 3.3.1.

 

Таблица 3.3.1

 

№ положения

0

1

2

3

4

5

6

6’

7

8

9

10

11

pa, мм

60

60

60

60

60

60

60

60

60

60

60

60

60

pb, мм

0

49,4

59,3

60,5

50,5

33,5

13,4

0

9,1

35,7

67,5

87,7

58,6

pd, мм

0

70,6

84,8

86,5

72,2

47,9

19,2

0

13

51,1

96,5

125,4

83,8

pf, мм

0

69,2

82,1

86

72,6

46,3

17,9

0

12,1

49,4

97

122,9

81,7

ps2, мм

0

53,6

59,6

59,5

52,2

40,9

31

0

32,3

46,4

63,5

66,5

39,8

ps3, мм

0

35,3

42,4

43,25

36,1

24

9,7

0

6,5

25,55

48,25

62,7

41,9

ab, мм

0

24,3

2

18,8

37,6

52,6

60,9

0

56,4

33,7

12,8

70,2

88

fd, мм

0

25,9

18,6

3,7

8,7

12,1

5,9

0

4,1

49,4

10,3

15,9

29,1


 

 

3.4 Расчет  и построение графика приведенного  момента сил.

 

 

Положение 0 - начало рабочего хода. Механизм выполняет рабочий ход от положения 0 до положения 6’: 0, 1, 2, 3, 4, 5, 6, 6’. И холостой ход от положения 6’ до положения 0: 6’, 7, 8, 9, 10, 11,

0.

После построения двенадцати равностоящих положений механизма напротив положений рабочего органа вытяжного пресса строим диаграмму усилий вытяжки.

Согласно диаграммы  усилие вытяжки действует в следующих положениях механизма: 4, 5, 6. Приведенный момент сил сопротивления определяем только для тех положений механизма в которых действует усилие вытяжки. Все же остальные силы не учитываются, поскольку они составляют менее чем 15% от усилия вытяжки.

В основу расчета  положено применение теоремы Н. Е. Жуковского о «жестком рычаге». В соответствии с этой теоремой построенный план аналогов скоростей принимается за «жесткий рычаг», в соответственных точках которого прилагаются все внешние силы, предварительно повернутые на 90°.

В нашем случае к внешним силам относится усилие вытяжки. Эти силы находятся по графику для каждого положения:

- для четвертого  положения  кН;

- для пятого  положения  кН;

- для шестого  положения  кН.

Приведенную силу находим из условия, что момент приведенной  силы Fпр относительно полюса рычага р должен равняться сумме моментов внешних сил относительно того же полюса.

На основании  определения приведенной силы:

Отсюда приведенную  силу определяем по формуле:

Значение  приведенных  сил  указано в таблице 3.4.1.

 

Таблица 3.4.1

 

№ положения

4

5

6

Fпр, Н

38062

22335

1275


 

Приведенный момент сил определяется по формуле:

Значения  приведенных моментов сил указано в  таблице 3.4.2.

 

Таблица 3.4.2

 

№  положения

4

5

6

Mпр, Н∙м

2664,34

1563,45

89,25


 

По результатам  расчетов строим диаграмму зависимости  приведенных моментов сил от угла поворота кривошипа Мпр = Мпр (φ).

Повороту входного звена на угол 2π соответствует 180 мм. Тогда масштаб угла поворота входного звена:

(рад/мм)

Пусть максимальному  приведенному моменту соответствует 60 мм по оси ординат. Тогда масштаб  построения приведенных моментов:

(Н∙м/мм)

 

 

3.5 Построение графика работ сил сопротивления и сил движущих.

 

 

График работы сил сопротивления Ап.с. = Ап.с. (φ) получаем путем интегрирования зависимости Мпр = Мпр (φ) по обобщенной координате φ. Полюсное расстояние при интегрировании Н = 40 мм. Для получения графика Адв = Адв (φ) применяем метод линейной интерполяции. С этой целью соединяем прямой линией начало и конец графика Ап.с. (φ).

Продифференцировав  диаграмму Адв = Адв (φ) получим прямую, параллельную оси абсцисс, которая является диаграммой приведенных моментов Мдв (φ). Масштабный коэффициент оси ординат графика А = А(φ):

 

 

3.6 Построение  диаграммы разности работ сил  движущих и сил сопротивления.

 

 

Алгебраически складываем ординаты диаграммы Адв = Адв (φ) и диаграммы Ап.с. = Ап.с. (φ). Полученные отрезки откладываю вверх и вниз (с учетом знака) на ординатах соответствующих положений механизма. Соединяя эти точки, получаем диаграмму приращения кинетической энергии всей машины с маховиком ΔT = ΔT (φ).

Масштаб построения диаграмм работ и разности работ  равны.

 

 

3.7 Расчет  и построение графика приведенного момента инерции рычажного механизма.

Для построения диаграммы  приведенного момента инерции рычажного  механизма необходимо знать значения масс звеньев и моментов инерции  звеньев относительно центров масс.

По схеме механизма  с учетом вида движения звеньев и  на основании того, что кинетическая энергия звена приведения равна  сумме кинетических энергий звеньев  T = T1 + T2 + T3 + T4 + T5 , уравнение для приведенного момента инерции звеньев имеет вид:

 По этой формуле определяем значение приведенного момента инерции для всех положений механизма. Рассчитанные значения заносим в таблицу 3.7.1.

Например, значение момента инерции для 1-го положения механизма:

 

Таблица 3.7.1

 

№ положения

0

1

2

3

4

5

6

6’

7

8

9

10

11

Iпр , кг∙м2

2,2

2,49

2,6

2,63

2,5

2,34

2,23

2,2

2,22

2,41

2,73

3

2,6


 

На основании  полученных результатов строим диаграмму  Iпр = Iпр (φ).

Пусть наибольшей величине приведенного момента инерции 3 кг∙м2 соответствует 80 мм на диаграмме. Тогда масштаб построения приведенных моментов инерции:

Строим диаграмму  приведенных моментов инерции.

 

 

3.8 Построение  диаграммы энергомасс (кривой Виттенбауэра).

 

 

Построение кривой Виттенбауэра выполняем путем исключения параметра φ из диаграмм ΔT (φ) та Iпр (φ). В результате получаем диаграмму энергомасс ΔT (φ) = ΔT (Iпр).

3.9 Определение  момента инерции маховика.

 

 

Для определения  момента инерции маховика проводим касательные к кривой Виттенбауэра под углами ψmin и ψmax, которые вычисляем по формулам:

где μI , μT - масштабные коэффициенты диаграммы энергомасс;

σ - коэффициент неравномерности движения кривошипа.

Под вычисленными углами проводим касательные к кривой Виттенбауэра. Касательная под углом ψmax касается диаграммы сверху, а под углом ψmin - касается диаграммы снизу. Касательные на оси ΔT отсекают отрезок ab, с помощью которого и находим потребную постоянную составляющую движения приведенного момента инерции рычажного механизма. Измеряем расстояние ab, отсекаемое касательными на оси разности работ.

ab = 24,9 мм

Тогда постоянная составляющая приведенного момента инерции рычажного механизма:

(кг/м2)

Для определения  наружного диаметра маховика воспользуемся  формулой:

где k1 = a/Dср = 0,1 … 0,2;

k2 = b/Dср = 0,1 … 0,2;

а, b - размеры поперечного  сечения обода маховика;

γ = 7,85∙103 кг/м3 - плотность материала (чугун).

мм

мм

мм

Эскиз маховика приведен на рисунке 3.9.1.

 

Рисунок 3.9.1 Эскиз  маховика

 

4. Силовое  исследование механизма.

 

 

Цель: Определить силы, действующие на звенья механизма; определить реакции в кинематических парах; определить уравновешивающую силу (момент), действующую на ведущее  звено.

 

 

4.1 Построение  плана механизма.

 

 

Строим план механизма  для положения, когда максимальное усилие вытяжки PFmax = 32 кН. Масштабный коэффициент длин при этом:

 

 

4.2 Построение  плана скоростей.

 

 

Вычисляем модуль скорости пальца А кривошипа ОА:

,

где ω1 - угловая скорость кривошипа; lOA - длинна кривошипа.

(рад/с),

где n1 - частота вращения кривошипа 1 заданное по условию.

(м/с)

Из произвольно  выбранного полюса проводим отрезок pa = 60 (мм) изображающий в выбранном масштабе скорость токи А. Этот отрезок перпендикулярен кривошипу ОА.

Масштабный коэффициент плана скоростей:

(м∙с -1/мм)

Для определения  скорости точки В через полюс  р проводим прямую, перпендикулярную звену ВС, через точку а проводим прямую перпендикулярную к звену ВА. Получаем точку b. Отрезок pb определяет скорость точки В.

 

 

pb = 52,8 мм

(м/с)

Скорость точки D находится по теореме подобия:

(мм)

VD = pd ∙ μV = 75,43 ∙ 0,0086 = 0,649 (м/с)

Для определения  скорости точки F через полюс р  проводим прямую, параллельную траектории хода ползуна, а через точку d проводим прямую перпендикулярную звену DF. Получаем точку f. Отрезок pf определяет скорость точки F.

 

pf = 75,85 мм

VF = pf ∙ μV = 75,85 ∙ 0,0086 = 0,652 (м/с)

Находим скорость точки S2 и S3 по теореме подобия:

,

получаем отрезок ps2 который определяет скорость точки S2.

ps2 = 53,8 мм

(м/с)

Аналогично определяем скорость точки S3.

ps3 = 37,72 мм

(м/с)

Определяем угловые  скорости звеньев:

 

 

4.3 Построение  плана ускорений.

 

 

Ускорение точек  и звеньев механизма определяем с помощью плана ускорений. Полное ускорение точки А определяем по формуле:

, где  - нормальное ускорение, оно направлено по звену к центру вращения;

- тангенциальное ускорение, потому, что ε1 = 0.

aA = 3,76 м/с2

Из произвольно  выбранного полюса (точка π) проводим отрезок πa = 60 мм. Тогда масштабный коэффициент равен:

Ускорение точки  B находим при помощи теоремы о сложении ускорений в переносном и относительном движении. Тогда:

где аС = 0 м/с2 - ускорение точки С потому, что эта точка расположена на стойке;

  - нормальное ускорение (направлено по звену к центру вращения);

(мм)

- нормальное ускорение (направлено  по звену к центру вращения);

(мм)

- тангенциальное ускорение;

- тангенциальное ускорение.

Из плана ускорений  получаем:

Ускорение точки D, точки S2 и точки S3 находим по теореме подобия:

мм

Ускорение точки F находим при помощи теоремы о сложении ускорений в переносном и относительном движении. Тогда:

где - нормальное ускорение (направлено по звену к центру вращения);

(мм)

- тангенциальное ускорение;

- релятивное ускорение;

- ускорение Кориолиса (пятое  звено совершает поступательное  движение).

Из плана ускорений  получаем:

Определяем угловые  ускорения звеньев:

 

 

4.4 Определение  реакций в кинематических парах.

 

 

Статически определимыми являются группы Ассура, поэтому силовой  расчет ведется по

группам Ассура, начиная с последней присоединенной группы 4-5. Трением в кинематических парах не учитывается.

Рассмотрим группу 4-5. Действие отброшенных связей заменяем реакциями.

На звенья действуют:

- усилие вытяжки  кН;

- сила тяжести  G5 = m5 ∙ g5 = 35 ∙ 9,81 = 343,35 Н;

- сила инерции  Н

- момент инерции  звена 4 Н ∙м;

- давление F50 направляющих на ползун, давление F43 коромысла на шатун.

Условие равновесия группы 4-5:

В этом уравнении 3 неизвестных, а именно: величина F50 и направление, величина F43. Поэтому F43 разложим на составляющие:

,

которые действуют  вдоль звена FD ( ) и перпендикулярно ему .

F43 определим из условия моментного равновесия шатуна FD  относительно точки F.

Механизм вытяжного пресса 📙 Курсовая → 🆔 129920

Механизм вытяжного пресса 📙 Курсовая → 🆔 129920

Механизм вытяжного пресса